重型车辆动力总成振动试验分析与优化研究

胡 健 董慧芳

（巢湖学院，安徽 巢湖 238000）

重型车辆动力总成振动试验分析与优化研究

胡 健 董慧芳

（巢湖学院，安徽 巢湖 238000）

某重型车辆在发动机转速为1900 r/min行驶时，动力总成出现异常振动现象，为了找出其原因进行了试验，并在Adams中建立动力总成悬置系统的动力学模型，计算该车辆悬置系统的六阶固有频率，通过分析得出动力总成异常振动的原因是悬置系统的一阶固有频率和变速箱辅助支承在Y向上的振动峰值频率（8 Hz）相近，容易产生共振。进一步地，以发动机前悬置安装角度和变速箱辅助支承的三向静刚度为设计变量，以固有频率合理匹配和能量解耦率为目标函数，对悬置系统进行优化。最后通过实车试验验证优化后的动力总成主振动方向上振动加速度明显降低。

动力总成悬置系统；峰值频率；共振；优化

重型车辆在行驶的过程中，引起车辆振动的振动源主要有两个，一个是来自行驶路面的随机激励，另一个是发动机在工作过程中产生的激励力[1]。车辆振动过大，不仅会影响到车辆的操纵稳定性和乘坐舒适性，更为严重的是，有可能造成结构件疲劳开裂和零部件的损坏等现象，从而影响到车辆行驶的安全性。因此，近几十年来，国内外研究学者对车辆振动问题进行了大量的研究，提出了很多设计理论和方法。例如，对动力总成悬置元件的动态特性进行研究和合理设计，使悬置元件的动态性能达到最优[2-3]；基于振动理论，通过合理匹配动力总成悬置系统的固有频率，提高悬置系统在各方向上的振动解耦率[4-7]等。

本文针对某重型车辆在发动机转速为1900r/min时出现的动力总成异常振动问题进行试验和分析，并建立动力总成悬置系统的简化动力学模型，分析悬置系统的固有频率和各方向上的振动解耦率，对悬置系统的合理性进行了评价，并对悬置系统进行了优化和试验验证。

1 原车试验

1.1 动力总成悬置系统布置形式

如图1所示，该动力总成悬置系统采用六点支承布置，且呈对称分布。

图1 动力总成悬置系统支承点布置

其中发动机采用四点支承的形式，发动机前悬置布置于靠近发动机风扇处的缸体左右两侧下方，前悬置与地面成45°倾角安装并固定在车架上，发动机后悬置布置于靠近发动机飞轮壳处的左右两侧下方，后悬置与地面平行安装并固定在车架上，同时变速箱左右辅助支承通过横梁悬吊变速箱，变速箱辅助支承和悬吊横梁与地面平行安装并固定在车架上。

1.2 试验仪器

采用DEWETRON公司的数据采集系统和振动加速度传感器。在发动机前后悬置上布置了四个振动加速度传感器，在变速箱辅助支承的悬吊横梁中间处布置了一个振动加速度传感器，对于振动加速度传感器的（X、Y、Z）三个方向定义如下：X方向为车辆前进方向、Y方向为车辆横摆方向、Z方向为垂直地面的方向。

2 试验结果与分析

2.1 各悬置点加速度值

对于各悬置测点采集的振动加速度数据，在采集的数据中截取一段较为平稳的数据，截取时长为1分钟，对截取的数据加Hanning窗后进行低通滤波处理，求得该段平均加速度均方根值，作为该测点的加速度值。如表1所示。

表1 各测点的平均加速度均方根值

从上表可以得到，发动机左前悬置处，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向为主振动方向，即车辆横摆方向；发动机左后悬置处，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向为主振动方向，即车辆垂直方向；发动机右前悬置处，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向为主振动方向，即车辆横摆方向；发动机右后悬置处，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向为主振动方向，即车辆垂直方向；变速箱辅助支承Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向为主振动方向，即车辆横摆方向。

2.2 各测点主振动方向频谱分析

对动力总成各测点在主振动方向上的振动信号进行傅里叶变换，得到其频域图，如图2所示。由图可得，发动机左前悬置在Y向上的振动峰值频率为37 Hz，发动机左后悬置在Z向上的振动峰值频率为28 Hz和32 Hz，发动机右前悬置在Y向上的振动峰值频率为28 Hz和32 Hz，发动机右后悬置在Z向上的振动峰值频率为28 Hz和32 Hz，变速箱辅助支承在Y向上的振动峰值频率为 8 Hz、32 Hz和 37 Hz。

图2 动力总成悬置系统各测点主振动方向频域图

发动机激振力频率f的计算公式为：

式中：n为发动机转速，r/min；i为发动机缸数；τ为发动机冲程系数，对于四冲程的发动机，τ=2。因此，该六缸柴油发动机在1900 r/min时的激振力频率为95 Hz，与动力总成悬置系统中各测点主振动方向上的峰值频率（8Hz、32Hz和37Hz）不相等，不会产生共振现象。因此发动机激振力不是造成动力总成剧烈振动的主要原因。

进一步地，对动力总成悬置系统的固有频率进行计算，分析悬置系统的固有频率与悬置系统中各测点主振动方向上的峰值频率 （8 Hz、32 Hz和37 Hz）是否会产生共振。

2.3 动力总成悬置系统固有频率计算

在Adams/View中建立该动力总成悬置系统的简化动力学模型，对动力总成的质量参数和质心坐标进行校正，动力总成的6个悬置元件用衬套力处理，输入悬置元件的X、Y、Z向的刚度参数，忽略悬置元件的扭转刚度和阻尼，如图3所示。

图3 动力总成悬置系统动力学模型

在Adams中加载Vibration模块，进行对动力总成悬置系统的自由振动分析，计算出悬置系统的六阶固有频率。如表2所示。

表2 悬置系统原始固有频率和解耦率

由表可得，动力总成悬置系统的一阶固有频率为7.831 Hz，与试验中获取的变速箱辅助支承的峰值频率8 Hz较为吻合，容易引起共振。此外，从各方向的解耦率来看，通常在工程应用中，要求X、Y、θX和θZ方向的解耦率达到80%以上，Z和θY方向的解耦率达到90%以上，而从上表可以看到，X和θZ方向未达到80%以上的要求，θY方向的解耦率未达到90%以上的要求，因此悬置系统中存在较为严重的耦合运动。

因此，需要对动力总成悬置系统进行优化。

3 优化分析与验证

3.1 设计变量

由于空间布置的原因，悬置块的位置和安装角度受到了限制，因此六个悬置元件的安装位置保持不变，将发动机左前悬置和右前悬置的安装角度作为一个设计变量。考虑到悬置元件生产厂家的实际生产，将变速箱辅助支承处悬置元件的Z向静刚度作为一个设计变量，变速箱辅助支承处悬置元件的X向和Y向静刚度取相同值，作为一个设计变量。

3.2 目标函数

将悬置系统的振动能量解耦率作为优化设计的目标，因此取悬置系统的6个广义坐标对应的主振动能量分布的加权和作为优化目标函数。

式中ψi为对应于第i阶频率的加权因子，TP为对应于第i阶频率振动时，主振动方向上的能量百分比。

3.3 约束条件

3.3.1 固有频率匹配

根据隔振理论，悬置系统的第6阶固有频率应小于发动机怠速时振动频率的1/，该六缸柴油发动机在怠速800 r/min时的激振力频率为40 Hz，为了避免发动机激振力和悬置系统产生故障，悬置系统的第6阶固有频率上限应大于40/=28.3 Hz，取29 Hz。此外为避免因路面激励和悬置系统产生共振，悬置系统的第1阶固有频率应大于路面激励频率，考虑到变速箱辅助支承处的振动信号中出现8 Hz的峰值频率可能是由于路面激励造成的，为了避开该频率，悬置系统的第1阶固有频率下限设置为9 Hz。因此悬置系统的6阶固有频率确定在9—29 Hz之间。

3.3.2 发动机左前悬置和右前悬置的安装角度约束

考虑到发动机空间布置等实际要求，将发动机左前悬置和右前悬置的安装角度约束在15°—45°之间。

3.4 优化计算结果

在Adams中进行优化迭代计算，优化后的发动机前悬置安装角度为27.14°，变速箱辅助支承的最优静刚度值如表3所示，动力总成悬置系统的6阶固有频率和解耦率的优化结果如表4所示。

表3 优化后的变速箱辅助支承静刚度值

如表4所示，悬置系统的6阶固有频率的范围为10.131—23.473 Hz之间，有效地避开了悬置系统中各测点主振动方向上的峰值频率（8 Hz、32 Hz和37 Hz），不会产生共振现象。各方向的解耦率也满足了在工程应用中的要求：X、Y、θX和θZ方向的解耦率达到80%以上，Z和θY方向的解耦率达到90%以上，有效地减少了耦合振动的发生。

3.5 验证

考虑到实际使用和安装，发动机前悬置的安装角度为25°，变速箱辅助支承X、Y、Z向静刚度分别为：1200 N/mm、1200 N/mm、1400 N/mm。悬置系统各测点在主振动方向上的加速度值，如图4所示。优化后，变速箱辅助支承处主振动方向（Y向）的加速度值明显减小，由原车的3.316 m·s-2减小到0.775 m·s-2，减小幅度为76.6%；此外，发动机前后悬置的主振动方向上的加速度值也有不同程度的减小。

4 结论

通过对该重型车辆动力总成各测点的测试和对悬置系统固有频率的计算分析，得出该车辆动力总成振动过大的原因是因为悬置系统的一阶固有频率和变速箱辅助支承Y向的振动峰值频率（8 Hz）产生了共振，从而引起了动力总成的剧烈振动。

图4 动力总成悬置系统优化前后各测点加速度值对比

为了提高该车辆动力总成悬置系统的隔振能力，以该悬置系统的六阶固有频率和振动解耦率为优化目标，对悬置系统中前悬置安装角度和变速箱辅助支承的三向静刚度值进行优化，通过试验验证，优化后的动力总成悬置系统主振动方向上的振动加速度值大幅下降，基本解决了动力总成异常振动问题。

[1]时培成.汽车动力总成悬置系统隔振分析与优化研究[D].合肥：合肥工业大学，2010.

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[3]侯勇，赵涛.动力总成悬置系统解耦设计[J].汽车工程，2007，（12）:1094-1097.

[4]吕振华，范让林.动力总成悬置系统振动解耦设计方法[J].机械工程学报，2005，（4）:49-54.

[5]廖瘦石，高永毅，蒋勉，等.液压挖掘机动力总成悬置系统隔振性能分析与优化[J].噪声与诊断控制，2016，（3）:57-61.

[6]吴杰，李轼.某装载机动力总成悬置系统隔振性能优化[J].振动与冲击，2016，（1）:23-27.

[7]庄伟超，王良模，殷召平.基于遗传算法的混合动力汽车动力总成悬置系统的优化设计研究[J].振动与冲击，2015，（8）:209-213.

ANALYSIS AND OPTIMIZATION OF THE POWERTRAIN VIBRATION EXPERIMENT FOR THE HEAVY VEHICLES

HU Jian DONG Hui-fang
（Chaohu Coellge,Chaohu Anhui 238000）

The powertrain of the heavy vehicles has the abnormal vibration when the engine works at the speed of 1900 r/min.To find the reason,the tests are carried out and the dynamical model of the powertrain mounting system is established to calculate the six order natural frequency of the mounting system.According to the analysis，it is concluded that the reason for the abnormal vibration of the powertrain is that the first order natural frequency of the suspension system is similar to the vibration peak frequency(8 Hz)of the transmission auxiliary support in the Y direction,which is easy to cause resonance.Furthermore,an optimization to mounting system is carried out with the front suspension installation angle of the engine and three-way static stiffness of the gearbox auxiliary support as the design variables and the reasonable matching of natural frequency and energy decoupling ratio as objective function.At last,the real vehicle test verifies that the vibration acceleration in the main vibration direction of the optimized powertrain is obviously reduced.

Mounting system of the power train； Peak frequency； Resonance； Optimization

TK406；TP16

A

：1672-2868（2017）03-0077-06

责任编辑：陈小举

2017-03-20

安徽省高等学校自然科学研究重点项目（项目编号：KJ2015A246）

胡健（1985-），男，安徽巢湖人。巢湖学院机械与电子工程学院，工程师。研究方向：动力传动系统设计。